CN111660726A - 轮轴系统、包含其的承载工具以及用于其的刹车装置 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种用于支承车体的轮轴系统，其包括：外轮，其具有外轮廓，并且外轮廓具有变化的曲率；位移补偿系统，其构造为联接在车体和外轮之间；并且其中，对应于外轮的滚动的每一个旋转角，位移补偿系统外轮偏心推高与竖直补偿推高之和为恒定值；并且其中，外轮偏心推高是外轮上的代表点相对于外部支撑面的高度；竖直补偿推高是车体由位移补偿系统支撑而相对于外轮上的代表点的高度；并且其中，当外轮上设置有轮轴时，代表点为轮轴；当外轮上未设置有轮轴时，代表点为外轮的形心。本发明还涉及一种包括上述轮轴系统的承载工具以及用于该轮轴系统的刹车装置。

Description

轮轴系统、包含其的承载工具以及用于其的刹车装置

技术领域

本发明涉及一种与承重轮相匹配的轮轴系统，特别涉及到用于车辆、飞机等交通工具，以及代步工具、搬运工具、负重移动系统上，与承重轮匹配的轮轴系统。本发明还涉及包含该轮轴系统的承载工具以及用于该轮轴系统的刹车装置。

背景技术

车轮普遍是圆形的，针对圆形车轮设计的轮轴系统较为简单，包括圆形车轮、轮轴、轴承。其中轮轴位于圆形车轮的圆心，轴承固定在车体上，圆形车轮的轮轴支撑在轴承上；车体的荷载通过轴承先施加在轮轴上，通过轮轴传至轮体，进而传递到地面。由于轮轴与圆形轮的外轮廓的每一点的距离都相等，当圆形轮的外轮廓压在地面上滚动时，圆形轮的轮轴与地面的距离就能保持恒定，因此只要地面是平整的，从轮轴上给轮子施加荷载的物体就不会受到上下颠簸。但这种轮轴系统也有缺点，那就是只能用于圆形轮，一旦车轮由于设计考虑或者制造误差而变得不是圆形，就会造成颠簸；或者圆形车轮表面做了花纹造成不平整，也可能引起车体的振动。此外，圆形车轮也有局限性，它无法用自身的几何轮廓来利用地面的凹凸不平来增大与地面之间的咬合，防止打滑，提高车子前进的动力。比如雨天在泥泞的路上，或者有冰冻的路上，圆形车轮掉坑后容易打滑，难以爬出来，如果是轮廓的弧形有变化的轮子，或者有棱角的轮子，就可以与坑内的起伏曲线进行咬合，或者用比较尖的部分嵌入泥土，使得车轮不再打滑。事实上，目前也有其它方案来用非圆形轮子来做运载之用，那就是用等宽线的原理，制作轮廓线为等宽线的轮子，然后垫在重物下，或者用一块平板去压住轮子同时用连接机构将轮子连在板子上，这样就构成了一个含有非圆形轮子的车辆的基本原理；这种轮子使用的等宽线中，最典型、最著名的形状就是勒洛三角。但是这种为轮廓为等宽线的轮子设计的轮轴系统有几个缺点(a)只能用于极少数特定外形的轮子，其它的外形的则不适用，如椭圆轮子就不适用，也难以消除轮子花纹的影响；(b)泥沙等物易带入轮子与上端的板子之间，妨碍运转，并将构件表面损坏，难以工业化。

发明内容

本发明的目的是提供一种轮轴系统，当轮子不是圆形的时候，也可以使得其承载的物体不受到上下颠簸，并提供与其配套的传动与刹车方案。

本发明最原始的方案是：把外轮2看成一个反凸轮机构，随着滚动角的变化它的形心(或轮轴)会在竖直方向上起伏，如果直接把车体1连接在外轮2的形心上，那么车体1会随之起伏，起伏的高度值和旋转角的函数曲线就是这个反凸轮机构的从动件的位移曲线(简称该反凸轮机构的位移曲线，有些教科书称为推程曲线)；如果在车体1和外轮2的形心之间，加上另一个凸轮机构，使得两者位移曲线的起伏值互补(或说两者在竖直方向上的推程之和为恒定值)，就可以保持车体1的平稳了。本发明将把这个原始方案展开，细化，系统化。

首先定义一些本发明的术语。

轮轴系统：由外轮2(即承重轮)、位移补偿系统所组成的系统。这两个组成部分需要互相匹配，成套设计，才能达到本发明的目的，那就是使得轮轴系统所支撑的物体可以平稳运动，避免外轮2的几何构造带来颠簸。有时候为了描述更加方便，把位移补偿系统分成传力构件和位移补偿构件两大部分。

车体1：轮轴系统所支撑的物体。可以是运载工具的机身，如汽车、自行车、摩托车、拖拉机、手推车、货车、板车的车身，飞机、滑翔机的机身，以及新型运载工具的机身，如水陆两用车，陆空两用机等的机身；也可以是新型代步工具的车身，如儿童滑板车、平衡车，等的车身。也可以是玩具、模型的主体。

旋转角：相对于初始位置，物体进行旋转运动所转过的角度。

凸轮：轮廓曲率至少有两处不相等，且支撑着从动件的轮子或环状通道结构。从动件支撑处不一定在凸轮的上方，也可以在前后、下方，等；当凸轮为环状通道时，支撑着从动件的也不一定是通道中靠近凸轮的轮轴的一边，也可以是远离凸轮的轮轴的一边。

凸轮机构：由凸轮、从动件和机架组成；是由凸轮的回转运动或往复运动推动从动件作规定往复移动或摆动的机构；机架将凸轮与从动件连接在一起，并确定从动件的运动方向。在通常的机械设计常识中的凸轮机构，从动件做单自由度运动，这就是经典机械原理教材中所讲述的凸轮机构。凸轮有多种，如按形状可分为盘行凸轮、移动凸轮、圆柱凸轮等。

直线与凸闭曲线相切：该直线与该凸闭曲线至少有一个共同点，该凸闭曲线所围成的图形内部的任意一点都不在该直线上。

固接：当两个物体相互连接时，连接处既能传递沿着正交坐标系三个方向的力，也能传递各个方向的弯矩时，就称这两个物体之间的连接方式为固支。比如，土木工程中的钢梁用焊接的办法连接在支座上，等等。两个固接的刚体，平动时速度一致，转动时旋转角一致。

定位控制点：代表车体1的运动状态的点。比如当位移补偿系统是凸轮机构时，当凸轮机构的从动件以固接的方式支撑一个物体时，且被支撑的物体相对于凸轮不发生转动时，在从动件上选取的与被支撑的物体的运动状态完全一致的，用来表征被支撑物(本文中即车体1)的运动状态的一个点。比如某从动件由一根刚性杆和一个滚子组成，刚性杆的一端与被支撑的物体固接，另一端通过滚子压在凸轮上，那么滚子上除了轴心之外的点的运动状态就与被支撑的物体不同，滚子上面的点就不能选为定位控制点；而刚性杆上的点与被支撑物体运动状态一致，刚性杆上的点就可以被选为定位控制点；如果滚子的轴是固接在刚性杆上，滚子绕轴转动，那么滚子的轴上的点也可以被选为定位控制点。如果从动件与被支撑的车体之间的连接方式复杂，也可以直接选取被支撑的车体上的一点为定位控制点。

外轮2：直接压在地面等外部支撑面13上的承重轮。由于本发明中的外轮2不是圆形，所以如果仅仅探讨外轮和地面的相对运动的话，外轮2也可以看成一个凸轮，与地面等外部支撑面13在做相对运动，而且用凸轮来输出运动，这就是反凸轮机构，也是凸轮机构的一种。

前进方向：本发明中指车体1在某一时刻的前进方向，数学上规定可以规定为过轮地切点14的外部支撑面13的切线方向，正方向可任取但需在分析过程中保持不变。

竖直方向：本发明中指垂直于前进方向并远离外部支撑面13的方向。数学上规定可以规定为过轮地切点14且指向车体1的外部支撑面13的法线方向。

外轮平面：过轮地切点14的，由前进方向和竖直方向所确定的平面。

外轮2的外轮廓6：外轮2滚动一周时，外部支撑面13在外轮平面内的轨迹线的包络线。比如当外轮2是一个齿轮时，其外轮廓6并非由轮齿和齿槽的边缘构成的锯齿状的曲线，而是一条把齿槽填平了的曲线。

同步转动：两个在转动的物体的旋转角之间有确切的函数关系。比如，本发明中，就要求凸轮4的旋转角与外轮2的旋转角有确切的函数关系。这个关系可以是两者相等，也可以是别的关系，比如外轮2的旋转角的变化速度是凸轮4旋转角的变化速度的两倍，或者两者成指数函数、正弦函数、幂函数，等函数关系。这种同步传动可以通过凸轮4与外轮2相固接的方式来实现，也可以通过其它各种传动方式来实现，比如直接接触的摩擦传动，皮带传动，齿轮传动，履带或链条传动，等等。

传力构件5：位移补偿系统中直接与车体1相连，并把车体1的荷载通过位移补偿系统向外轮2传递的构件。当位移补偿系统是凸轮机构时，车体1的荷载通过传力构件5压在了凸轮4上，这时传力构件5也是凸轮4的从动件。

承压轮廓7：凸轮4上直接支撑从动件5的轮廓面。

轮地切点14：外轮2与外部支撑面13的接触点。

外轮2的代表点：这是我们进行分析时的一个基准点，当外轮2有轮轴10时，我们就选择轮轴10为外轮2的代表点，当外轮2没有轮轴时，我们就选择外轮的形心作为外轮2的代表点。非圆形的外轮2滚动时其代表点与外部支撑面的距离会变化，这个变化可表征车体1的平稳度被外轮2的形状影响的程度。

轮轮切点15：传力构件5与承压轮廓7的接触点。因为在本发明常用的实施例中，承压轮廓7常常是凸轮等轮形结构或环形通道的一个轮廓面，而传力构件5与承压轮廓7相接触的部分常常也具有一个滚子，因此常常是两个轮形或环形的结构相互接触，因此该接触点就形象的命名为轮轮切点15。

锁合约束：使得从动件始终与凸轮保持接触的约束因素。比如，利用重力或者弹簧的弹性力将从动件压在凸轮上，或者用通道限制住从动件，使得从动件被通道的壁始终约束在凸轮上，等等。根据经典的机械原理教材，锁合约束主要分为两大类，第一类是力锁合约束，包括重力、弹簧、气压元件、电磁元件等；第二类是形锁合约束，对应的凸轮机构形式有凹槽凸轮机构，等宽凸轮机构，等径凸轮机构，主回凸轮机构，等等。

力锁合约束构件：提供力锁合约束的构件。

滑动支座：指一种支座形式，它可以约束住构件不发生转动，也不能垂直于它的支撑面发生平动，但是在平行于它的支撑面的指定方向上，他所约束的构件可以发生相对滑移；若某滑动支座所约束的构件，在竖直方向上可以发生相对滑移，那么此滑动支座就称为竖直滑移支座；若某滑动支座所约束的构件，在前进方向上可以发生相对滑移，那么此滑动支座就称为水平滑移支座，也可以称为前进滑移支座。

外轮线速率：单位时间内，轮地切点14与外轮2的相对运动中，把外部支撑面13作为参照物，轮地切点14的速率。实际上，当外轮2在滚动中不打滑时，外轮线速率就是单位时间内外轮2在外部支撑面13上碾压过的长度。

外轮竖直推高1011：在外轮2上选定一代表点，当外轮2与外部支撑面13保持接触进行旋转，处于某旋转角的位置时，在竖直方向上，该代表点相对于外部支撑面13的高度。从数学的角度来定义，该高度，是在以轮地切点14为原点且指向竖直方向的坐标轴1010上，该代表点的垂直投影点1001的坐标。由于外轮2上一般最容易确定的位置就是轮轴10，我们通常选用轮轴10的横截面形心作为该固定点。在实施例中，一般都直接把轮轴10作为代表点来绘制。

外轮水平推长1021：在外轮2上选定一代表点，当外轮2与外部支撑面13在保持接触时进行旋转，处于某旋转角的位置时，在前进方向上，该代表点比轮地切点14超前的长度。该长度为代数值，既可以是正数，也可以是零或负数；用数学的语言来定义，该长度，是在以轮地切点14为原点且指向前进方向的坐标轴1020上，该代表点的垂直投影点1002的坐标。由于外轮2上一般最容易确定的位置就是轮轴10，我们通常选用轮轴10的横截面形心作为该代表点。在实施例中，一般都直接把轮轴10作为代表点来绘制。

竖直补偿推高：在竖直方向上，车体1相对于外轮2的代表点的高度。

竖直补偿推长：在前进方向上，车体1相对于外轮2的代表点的位置。

凸轮竖直推高3011：在凸轮4上选择一参考点，当凸轮机构的凸轮与其从动件保持接触并进行旋转时，当外轮2处于某旋转角的位置时，从动件3500上定位控制点3400相对于凸轮2上的参考点的高度。从数学角度来定义，该高度，是在以凸轮2上的参考点为原点并指向竖直方向的坐标轴上，定位控制点3400的垂直投影的坐标。这是一个代数值，可正可负可为零。由于凸轮4上一般最容易确定的位置就是其轮轴3100，我们通常选用轮轴3100的横截面形心作为该参考点。在实施例中一般都直接把轮轴3100作为参考点来绘制。

凸轮水平推长3021：在凸轮4上选择一参考点，当凸轮与从动件保持接触进行旋转，当外轮2处于某旋转角的位置时，在前进方向上，从动件3500的定位控制点3400比凸轮4上的参考点超前的长度。该长度为代数值，可正可负可为零。用数学来定义，该长度，是在以凸轮4上的参考点为原点并指向前进方向的坐标轴上，从动件3500的定位控制点3400的垂直投影点的坐标。由于凸轮4上一般最容易确定的位置就是其轮轴3100，我们通常选用轮轴3100的横截面形心作为该参考点。在实施例中一般都直接把轮轴3100作为参考点来绘制。

外轮偏心推高4011：当凸轮4与外轮2组合一起进行同步转动时，在凸轮4上选择一代表点，在外轮2上选择一参考点，当外轮2位于某旋转角时，在竖直方向上，凸轮4上的代表点比外轮2上的参考点高出的长度4011。该长度为代数值，可正可负可为零；用数学描述就是，该长度是在以外轮2上的参考点为原点并且指向竖直方向的坐标轴4010上，凸轮4上的代表点的垂直投影点4001的坐标。由于凸轮4上最容易确定的位置就是其轮轴3100，通常选用轮轴3100的横截面形心作为该参考点。在实施例中一般都直接把轮轴3100作为参考点来绘制。同样的，由于外轮2上一般最容易确定的位置就是轮轴10，我们通常选用轮轴10的横截面形心作为该代表点。在实施例中一般都直接把轮轴10作为代表点来绘制。这个定义的上述内容是以凸轮机构来作为位移补偿机构的情况为代表来进行定义的，实际上，当位移补偿机构是其它类型的机构时，如连杆机构，只要把代表点选取在该位移补偿机构上，同样可以定义出相应的外轮偏心推高4011。

外轮偏心推长4021：当凸轮4与外轮2组合在一起进行同步转动时，在凸轮4上选择一代表点，在外轮2上选择一参考点，当外轮2位于某旋转角时，在前进方向上，凸轮4上的代表点比外轮2上的参考点超前的长度4021。该长度为代数值，可为正数、负数或零；用数学描述就是，该长度是在以外轮2上的参考点为原点并且指向前进方向的坐标轴4020上，凸轮4上的代表点的垂直投影点4002的坐标。与外轮偏心推高类似，我们通常选用凸轮4的轮轴3100的横截面形心作为参考点，选用外轮2的轮轴10的横截面形心作为代表点；在绘制附图时，为了作图简单，直接把凸轮4的轮轴3100作为参考点，直接把外轮2的轮轴10作为代表点。这个定义的上述内容是以凸轮机构来作为位移补偿机构的情况为代表来进行定义的，实际上，当位移补偿机构是其它类型的机构时，如连杆机构，只要把代表点选取在该位移补偿机构上，同样可以定义出相应的外轮偏心推长4021。

保守力：在物理系统里，某作用力对质点做的功不因为路径的不同而改变，则称此力为保守力。此定义与中学物理中一致，弹性力、电磁力、重力、等温过程中活塞运动所受到的气压力等，都是保守力。

本发明的总的思路就是：在车体1和外轮2之间，增加一个位移补偿系统，使得由于外轮2形状给车体1带来的颠簸，即偏移，被位移补偿系统所补偿掉。外轮2旋转过程中，外轮竖直推高(1011)会不断变化，也就是说外轮2的代表点，即外轮2的形心或轮轴10，的高度会不断变化，车体1如果直接支撑在外轮2的代表点上，就会随之颠簸。要抵消掉外轮2的代表点上下起伏的变化，我们就要在外轮2的代表点与车体1之间设置一个位移补偿系统，这个系统随着外轮2的转动，实时将外轮2的代表点与车体1之间的距离调整，使得车体1相对于外部支撑面13的高度保持恒定。而车体1相对于外部支撑面13的高度，就等于车体1相对于外轮2上代表点的高度(本文称之为竖直补偿推高)，加上外轮竖直推高(1011)，于是，只要“竖直补偿推高+外轮竖直推高(1011)＝恒定值”就可以保持车体1的平稳(当位移补偿系统为凸轮机构时，竖直补偿推高与凸轮机构的推程等价)。由于制造误差、公差，以及零件的匹配性能会有些不完美，并且各应用背景对于平稳度的要求也不一定是非常完美，因此，竖直补偿推高对外轮竖直推高(1011)的变化量的补偿不一定需要十分的完美，因此，我们通常泛泛的要求至少能够部分补偿。一般的来说，在要求低的民用领域，尤其是非动力车的领域，补偿程度需要达到外轮竖直推高(1011)相对于初始值的变化量的90％以上；而在要求极高的军用、航空航天、高铁、赛车、极限运动等领域，这个补偿的比例需要更高，甚至要达到99％以上，甚至更高。本文案的“至少部分补偿”，就包括了所谓的“完全补偿”，当然世界上不存在真正的完全补偿，只要补偿之后，在运行中达到了其应用背景的平稳度要求，我们就可以认为其达到了“补偿”或“完全补偿”的要求；也就是说，诸如“连杆竖直推高、凸轮偏心推高(4011)以及外轮竖直推高(1011)之和为恒定值”，以及“凸轮竖直推高(3011)、外轮偏心推高(4011)以及外轮竖直推高(1011)之和为恒定值”，之类的描述中的“恒定值”，并不一定需要是完全恒定的值，而是该值变化幅度小得让车体1的平稳度符合应用背景的要求的程度即可。位移补偿系统系统可以是凸轮机构(其中的凸轮也包含圆形的偏心轮，以及带轮齿的凸轮等)，也可是连杆机构(包括连杆滑块机构等广义的连杆机构)，还可以是其它任何一种当外轮2的每处于一个转动角时就可以在指定方向上提供一个固定的偏移量的机构。以位移补偿系统是凸轮机构的情况为例，将一个凸轮4构造或连接在外轮2或外轮2的轮轴10上，凸轮4的从动件3500支撑着车体，凸轮4与外轮同步转动，且凸轮的竖直推高3011、外轮的偏心推高4011、以及外轮的竖直推高1011，三者之和为恒定值；这里的凸轮机构也可以用其等效连杆机构来代替；其中凸轮的竖直推高3011和外轮的偏心推高4011之和就是竖直补偿推高。一般情况下，我们已知外轮2的形状，也已知外轮2与凸轮4的相对位置关系和传动方式，所以就已知外轮竖直推高1011和外轮偏心推高4011关于外轮旋转角的函数，只要给出所要的恒定值的大小，就可以知道凸轮的竖直推高3011关于外轮2的旋转角的函数，通过机械原理常识中的反转法，就可以确定凸轮的承压轮廓7的轮廓线了。同样的，如果是已知凸轮4的形状，也已知外轮2与凸轮4的相对位置关系和传动方式，来求外轮2的形状，我们可以用所需的恒定值减去外轮偏心推高4011和凸轮竖直推高3011，就可以得到外轮竖直推高1011关于外轮2的旋转角的函数，然后将外轮看成反凸轮机构中的凸轮，通过机械原理常识中的反转法，也可以确定外轮2的外轮廓6的轮廓线。

这里，虽然外轮4的从动件3500一般就是传力构件5，为了更加抽象化，我们在泛泛的描述中，尤其是原理示意图中，经常把从动件3500单独用序号标出。当外轮2上的参考点和凸轮4上的代表点在外轮平面上的投影重合时，也就是偏心推高4011和偏心推长4021均等于零时，方案可以简化成：将一个凸轮4构造或连接在外轮2或外轮2的轮轴10上，凸轮4的从动件3500支撑着车体，凸轮4与外轮同步转动，且凸轮竖直推高3011和外轮竖直推高1011之和为恒定值。为了作图简便，使用凸轮机构的实施例都以这个简化方案为例。

凸轮4可以直接构造在外轮2或其轮轴10上，也可以连接在外轮2或其轮轴10上；它可以是一个普通的盘状凸轮，也可以是一个带有凹槽的凹槽凸轮。所谓连接在外轮2或其轮轴10上，既可以是直接固接，也可以是通过齿轮咬合、摩擦传动、皮带传动、履带传动等方式，与外轮2或其轮轴10配合，只要可达到使得凸轮4与外轮2这两者的旋转角之间有确切的函数关系即可。

凸轮4的从动件3500压在承压轮廓3600上，根据机械原理常识，从动件3500可以是尖顶从动件，滚子从动件，平底从动件，曲面从动件，等等；此处的滚子从动件，既可以是圆形滚子，也可以是非圆形的轮子，只要可以使凸轮竖直推高3011、外轮偏心推高4011与外轮竖直推高1011之和为恒定值就可以。

凸轮4的从动件3500如果是滚子从动件，滚子的数量可以是一个，两个或多个，相关的设计原理可以参考行业工具书和论文。

凸轮4可以是一个，也可以是多个。比如同时使用两个凸轮，都连接或构造在外轮或其轮轴上，一个凸轮4对竖直方向的颠簸进行补偿，也就是凸轮竖直推高3011、外轮偏心推高4011、以及外轮竖直推高1011，三者之和为恒定值，这个凸轮称为竖直补偿凸轮4；另一个凸轮204对水平方向的位移不均匀进行补偿，也就是凸轮水平推长3021、外轮偏心推长4021、以及外轮水平推长1021，三者之间配合起来满足我们对车体1的前进速度的平稳度的要求，这个凸轮称为水平补偿凸轮204。实际上，也可以用两个补偿凸轮机构，在外轮平面内的另外两个方向上分别控制车体1与外轮2之间的相对运动，只要这两个方向上定位控制点3400由这两个补偿凸轮带来的相对运动的速度的矢量和，与等于这里说的竖直补偿凸轮机构和水平补偿凸轮机构带来的相对运动的矢量和相等即可。

关于对于前进方向上的车体1的速度进行，需要根据外轮2的控制机制，以及用户的要求来调整。通常的方案有两个，都可以控制车体1的前进速度恒定。第一个方案是：设置一个水平补偿凸轮机构，且凸轮水平推长3021、外轮偏心推长4021、以及外轮水平推长1021之和为定值，这样就可以使得传力结构5所支撑的车体1与轮地切点14在前进方向上的相对位置保持恒定，一旦轮地切点14匀速前进时，车体1也会匀速前进；这种方案适合于驱动功率恒定的情况，当驱动轮轴系统的功率恒定，且阻力也恒定时，那么只要外轮2滚动前进的时候不打滑，它走过的距离其实就是外轮2的外轮廓6在外部支撑面13上碾压过的距离，如果车体1的重心能与轮地切点14在前进方向上的相对位置保持恒定，那么车体1的速度就跟外轮线速率一致，这时，在平衡状态下，由于动力和阻力的大小相等，那么动力的大小也会恒定，又因为速度等于功率除以动力，那么车体1就会保持恒定的前进速度；这种方案也适合于直接控制外轮线速率为恒定值的情况，需要注意的是，外轮2的运动是一种复合运动，由两个运动合成，一个是转动，另一个是平动，我们这里控制的是转动这个分运动所导致的线速度，而控制的方法也很简单，可以用固定在传力构件5或车体1上的驱动装置，直接进行接触式静摩擦传动、齿轮啮合传动、链条或履带传动来驱动外轮，且保持传动线速度恒定即可。另一种方案是：使得在外轮的每个旋转角时六个值之和为恒定值；其中第一个值是外轮2竖直推高1011与外轮2的角速度的乘积，第二个是外轮偏心推高4011与外轮2的角速度的乘积，第三个是凸轮竖直推高3011与外轮2的角速度的乘积，第四个值是外轮水平推长1021关于外轮2的旋转角的一阶导数与外轮2的角速度的乘积，第五个值是外轮偏心推长4021关于外轮2的旋转角的一阶导数与外轮2的角速度的乘积，第六个值是水平补偿凸轮的凸轮水平推长3021关于外轮2的旋转角的一阶导数与外轮2的角速度的乘积。这种情况适合于直接以恒定角速度直接驱动外轮2的情况，因为上述六个值相加就是定位控制点3400的前进速度，只要定位控制点3400的前进速度恒定，就能保证车体1的前进速度恒定。

在凸轮机构中，我们可以在凸轮4上构造出一个承压轮廓7，同时控制定位控制点在竖直方向和水平方向的位置。比如，设置一个通道状凸轮4，从动件就是传力构件5，传力构件5在通道16中运动，按照最小势能原理，该凸轮4的从动件5会趋向于占据势能最低的位置，这个凸轮4的凸轮竖直推高3011和凸轮水平推长3021都由每个旋转角处通道的最低点来决定，传力构件5位于这一点处，我们只要要求这个凸轮竖直推高3011与同一时刻的凸轮的竖直推高之和为定值，且这个凸轮水平推长3021按照驱动条件和要求达到的效果来设计，那么就可以用一个凸轮机构来同时调节外轮2在前进方向和竖直方向的运动。这个势能，最常见的是重力势能。为了让增大最小势能原理的作用，我们可以用弹簧力等弹性力、气压力、电磁力，等保守力来加入到锁合约束中，来加强最小势能原理的应用敏感度，使得传力构件5更加敏感而精准的自行定位到通道的最低位置处。为了防止地面崎岖所带来的震动，在车体1和外轮2之间还可以设置隔震装置509。所谓在车体1和外轮2之间，就是说在荷载从车体1传递到外轮2的整个传力线路上。

在外轮2的外轮廓6上曲率大于平均曲率的部位，外轮2的轮胎上设置加强部，以抵抗应力集中带来的竖直方向变形较大的趋势。这个加强部处可以加宽轮胎，或者添加高强纤维、钢丝等增强材料，加厚帘布层，或者加厚充气轮的橡胶胎壁等等。也可以通过降低实心轮胎或半实心轮胎的厚度，而增加轮辋的厚度来补足轮胎厚度带来的空缺，由于轮辋的硬度通常更大，所以降低刚度小实心轮胎的厚度可以减小整体变形量。

本发明的有益效果是：(a)可以补偿圆形车轮制作误差和表面不平整带来的颠簸；(b)当运载工具的承重轮子不是圆形的时候，也可以保持所承载的物体不收到颠簸；(c)可以兼容几乎所有的轮廓线为凸曲线的轮子，并不局限于某些特定的图形；(d)可以根据车轮的传动原理，来构造凸轮结构和其它位移补偿系统，以达到在前进方向上的速度平稳。

附图说明

图1是外轮竖直推高1011和外轮水平推长1021的示意图。

图2是在凸轮机构中，凸轮竖直推高3011和凸轮水平推长3021的示意图。

图3是外轮偏心推高1011和外轮偏心推长1021的示意图。

图4是凸轮4直接与外轮2固接，且与外轮2共用轮轴10，且传力构件5为凸轮4的从动件，且为滚子从动件的一个实施例。

图5是图4的所示的实施例的侧向剖面图。

图6是传力构件5与凸轮4之间有锁合约束构件的一个实施例。

图7是凸轮4直接与外轮2固接，并与外轮2共用轮轴10，且传力构件5为凸轮4的尖顶从动件的一个实施例。

图8是图7的所示的实施例的侧向剖面图。

图9是凸轮4为凸轮4为直接构造在外轮2上的凹槽凸轮的一个实施例。

图10为图9所述的实施例的侧向剖面图。

图11是承压轮廓7在凹槽凸轮4的凹槽16的靠近轮轴10的一侧的实施例。

图12是内轮3为齿轮的一个典型实施例的局部示意图。

图13则是外轮2的外轮廓6为椭圆，且凸轮4为构造在外轮2上的凹槽凸轮的一个实施例。

图14则是凸轮4直接构造在外轮2的轮轴10上的一个实施例。

图15则是凸轮4直接构造在外轮2的轮轴10上，且凸轮4同时与两个外轮2配合的实施例。

图16是传力构件5上的滑槽11为倾斜的槽的一个实施例。

图17是传力构件上的滑槽11为曲线滑槽的一个实施例。

图18是传力构件5与连接件8相连的一端为水平滑移支座22的一个实施例。

图19是给外轮2设置水平补偿凸轮机构的一个实施例。

图20是对于由外轮2形状产生的竖直方向上的颠簸和前进方向上的速度变化均设置补偿凸轮机构的一个实施例。

图21是单个凸轮机构同时在竖直方向和前进方向上控制外轮2与车体1之间的相对位置的实施例。

图22是外轮2和内轮3的轮轴以带滑槽的连杆连接起来的一个实施例。

图23是外轮2和内轮3的轮轴以多个连杆的组合而成的连杆机构来连接的一个实施例。

图24为外轮2与凸轮4之间以传动的方式进行同步转动的实施例的原理图。

图25是从动件3500为滚子从动件，且凸轮4和从动件3500在接触面处的轮廓均为圆弧的一个示意图。

图26是图25中的凸轮机构的等效连杆机构的原理示意图。

图27是从动件3500为曲面从动件且凸轮4和从动件3500在接触面处的轮廓均为圆弧的一个示意图。

图28是从动件3500为平底从动件的一个示意图。

图29是图28中的凸轮机构的等效连杆机构的原理示意图。

图30是传力构件5与连接件8直接相连的部分是一个转向机构508的示意图。

图31是在车体1和外轮2之间有隔震装置509的一个实施例。

图32是运用反凸轮机构来作为竖直补偿凸轮机构的一种实施例。

图33是两个竖直位移补偿系统同时补偿外轮2代表点的竖直偏移的一个实施例。

图34是凸轮4为等径凸轮的一个实施例。

图35是制动系统为机械咬合系统的一个实施例。

图36是制动系统为机械摩擦系统的一个实施例。

具体实施方式

图1是外轮竖直推高1011和外轮水平推长1021的示意图。该实施例中，我们选择外轮2的轮轴10为代表点，来表征外轮2的高低起伏和前后摆动。

该示意图中，外轮2与外部支撑面13保持接触进行旋转，处于某旋转角的位置时，外轮2的轮轴10相对于外部支撑面13的高度，就叫做外轮竖直推高1011。从数学的角度来定义，该高度，是在以轮地切点14为原点并指向竖直方向的坐标轴1010上，轮轴10的垂直投影点1001的坐标。

类似的，外轮2与外部支撑面13在保持接触时进行旋转，处于某旋转角的位置时，在平行于外部支撑面方向上，轮轴10比轮地切点14超前的长度就是外轮水平推长1021。该长度为代数值，既可以是正数，也可以是零或负数；用数学的语言来定义，该长度，是在以轮地切点14为原点且指向前进方向的坐标轴1020上，外轮2的轮轴10在该坐标轴1020上的垂直投影点1002的坐标。

我们先以凸轮机构为例，来说明位移补偿系统的实施方式。图2是在凸轮机构中，凸轮竖直推高3011和凸轮水平推长3021的示意图。机架限制从动件3500在竖直方向运动，为了简洁，我们在图1-3中画图时省略从动件。该示意图中，我们选择凸轮4的轮轴3100为参考点。该凸轮机构的凸轮4与其从动件3500保持接触并进行旋转时，当外轮2处于某旋转角的位置时，从动件3500上定位控制点相对于凸轮4的轮轴3100的高度，就是凸轮竖直推高3011。该高度是在竖直方向上的高度，是一个代数值，可以是正数，也可以是负数或零。本文中所述的凸轮竖直推高关于旋转角的函数曲线就是凸轮的位移曲线，详情可参照哈尔滨工业大学王知行、邓宗全主编的《机械原理(第二版)》教材(高等教育出版社，2006年出版)。

凸轮4与从动件3100保持接触进行旋转，当外轮2处于某旋转角的位置时，在前进方向3020上，从动件的定位控制点3400比凸轮4的轮轴3100超前的长度，就是凸轮水平推长。该长度为代数值，可以是正数，也可以是零或负数，用数学的语言来定义，该长度，是以凸轮4的轮轴3100为原点且指向前进方向的坐标轴3020上，定位控制点3400的垂直投影点3002的坐标。

图3是外轮偏心推高1011和外轮偏心推长1021的示意图。本实施例中，我们选择外轮2的轮轴10作为参考点，选择凸轮4的轮轴3100作为凸轮4上的代表点。该凸轮4与外轮2组合并联动，外轮2与外部支撑面13保持接触进行旋转并处于某旋转角的位置时，在竖直方向上凸轮4的轮轴3100超出外轮2的轮轴10的高度，就是外轮偏心推高4011。

本发明希望控制的核心问题是被支撑物体的上下起伏的问题。由于定位控制点3400与车体1固接，它在竖直方向上的起伏与车体1相等，只要它离外部支撑面13的距离保持恒定，那么车体1就不会上下颠簸了，当位移补偿系统是凸轮机构时，这就要求：

定位控制点3400离地面的距离

＝外轮竖直推高1011+竖直补偿推高

＝外轮竖直推高1011+外轮偏心推高4011+凸轮竖直推高3011

＝恒定值

在一些特殊情况下外轮偏心推高1011为零，比如外轮2的轮轴10与凸轮4的轮轴3100在竖直平面内的投影点重合(即共轴)，该式就可以简化为：

定位控制点3400离地面的距离

＝外轮竖直推高1011+凸轮竖直推高3011

＝恒定值

当凸轮4与外轮2共轴并角速度相等时，且当从动件5为平底从动件时，且底面平行于外部支撑面13时，从动件5的底面和外部支撑面13在外轮2所在的平面中投影就是一对平行直线(或直线段)，在外轮2滚动时，这两条平行线紧紧的夹住凸轮4的轮廓线和外轮2的轮廓线，且距离保持不变，类似于具有了勒洛三角等数学常识中的“等宽线”的功能。此时，我们可以把凸轮4的轮廓线和外轮2的轮廓线看成一组“等宽线对”(Curve couple ofconstant width)。我们可以这样定义“等宽线对”：当两条平面凸闭曲线(Convex closedcurves)中的一条上任意一点的切线与另一条上与该切线远离(或接近)的一端的平行切线之间的距离，在任意角度上都保持恒定，那么这两条凸闭曲线就是一组等宽线对。

可以证明，如果一条平面凸闭曲线与另外两条平面凸闭曲线可以分别组成等宽线对，那么这三条平面凸闭曲线互为等宽线对；这一条的应用意义是，可以用两个带平底从动件的凸轮机构来控制同一个车体1。

当外轮2和凸轮4不共轴时，两者的轮廓线就不能用等宽线对来描述了。这时，从另一条思路来看问题时，我们可以发现，实际上平底从动件5的平底与外部支撑面13并没有转动，转动的是外轮2和凸轮4。当在同步转动的两条凸闭曲线的转动轴的相对位置保持不变时，任意旋转角处两者都可以分别与两条距离恒定且方向不变的平行线相切，那么这两条凸闭曲线就叫做等宽旋线对(Rotating curve couple of constant width)。可见，当等宽旋线对a和b的旋转轴重合时，且角速度相同时，a和b也构成了一组等宽线对。当等宽旋线对a和b的角速度之比为n：1时，二者就构成了n阶等宽旋线对；n阶等宽旋线对的意义是，用来对外轮2的颠簸进行补偿的凸轮4的角速度可以与外轮2的角速度不同；特别地，n＝1时，即为一阶等宽旋线对。显然可以证明：(i)当等宽旋线对的相对位置发生平移变化，但两者的角速度之比保持不变时，它们仍然是等宽旋线对(这一条的应用意义是凸轮机构等位移补偿系统可以平移)；(ii)若一条凸闭曲线分别与另外两条凸闭曲线构成等宽旋线对，则三者互为等宽旋线对(这一条的应用意义是，可以用两个平底凸轮机构来同时补偿一个外轮2带来的颠簸效果)；(iii)当等宽旋线对a和b的旋转中心的连线MN旋转一个角度，且a和b也同时翻转同样的角度，且两者旋转时相对于MN的角度的关系不变，则a和b仍然是等宽旋线对(这一条的应用意义是，轮轴系统整体翻转时，是平底凸轮机构的位移补偿系统仍可发挥作用)。

图4是凸轮4直接与外轮2固接，且与外轮2共用轮轴10，且传力构件5为凸轮4的从动件，且为滚子从动件的一个实施例。

图5是图4的所示的实施例的侧向剖面图。

图4和图5所示的实施例中，轮轴系统包括传力构件5、凸轮4和外轮2，传力构件5的承压端3是一个轮状结构，我们称为内轮3。传力构件5是凸轮4的滚子从动件，一端通过连接件8固接在车体1上，且带有内轮3。内轮3的轮轴9固定在传力构件5上，内轮3的轮廓直接压在凸轮4的承压轮廓7上。传力构件5上带有一可容纳容轮轴10的滑动构件11。为了绘图和描述方便，该滑动构件11在本实施例中是一个滑槽11，轮轴10可以在滑槽11内沿着竖直方向滑动，也就是说传力构件5相对于外轮10在竖直方向上做相对运动，而两者在前进方向上的相对运动被滑槽11的侧壁限制住。可见，车体1、连接件8和带有滑槽11的传力构件5共同组成了凸轮机构的机架，尽管传力构件5同时又是从动件。这样，包括内轮3的传力构件5就与凸轮4构凸轮机构，并且凸轮4与外轮2同步转动，且两者的旋转速率一致。此时，外轮偏心推高等于零，我们只要要求外轮竖直推高与凸轮竖直推高之和为恒定值，就可以保证车体1不发生上下颠簸。在该实施例中，内轮3的轮廓17是圆形，事实上，它也可以不是圆形，只要在整个机构的旋转中保持“外轮竖直推高1011+外轮偏心推高4011+凸轮竖直推高3011＝恒定值”就可以了。(其轮廓17的与凸轮4的承压轮廓7的设计方法，后文将详细阐述。)本实施例中，将凸轮4与传力构件5之间的相对运动限制为单自由度运动的是轮轴10和滑槽11的组合，事实上，也可以用一个直线轴承等其它方式来进行限制，这一切的限制方式，都不超出本发明的保护范围，用更加一般性的定义，我们可以将之称为滑动构件11，在图5中的滑动构件11就是滑槽11。与图4、图5类似，我们可以设计出用滑轨、直线轴承等零件来做滑动构件11的轮轴机构，比如，直接把轮轴固定在滑轨和直线轴承的滑块上，等等，此处不再赘述。

这个方案中最简单的情况就是内轮3的轮轴9和外轮2的轮轴10的连线与外部支撑面垂直，且外轮2和凸轮4共轴并角速度相等时的情况，内轮3的轮轴9的轨迹线，也就是的凸轮4的理论廓线，与外轮2的外轮廓线之间并不是等宽线组，但是内轮3的轮轴9所在的点，时刻与外部支撑面13保持距离相等，而外部支撑面13也是外轮2的外轮廓线的切线，我们把这样的一组曲线称作“点线等距线对”(Curve couple of constant point-curve distant)。我们可以这样来定义“点线等距线对”：有一条凸闭曲线a和一条闭曲线b，其中a围成的区域内存在一与a保持相对位置固定的点M(比如a为外轮2的外轮廓6，M为外轮2的轮轴10)，c为a的任意一条切线(比如c为地面13，当外轮2转动时，地面13相对于外轮2做保持相切的环绕运动)，过点M作与c垂直的直线k，垂足为H，点N为垂线MH与凸闭曲线b的交点中较为接近或较为远离c的那点，如果无论c从哪个角度来与a相切，N和c的距离都保持恒定，即线段NH的长度保持恒定，那么a和b就组成“点线等距线对”，a称为该点线等距线对的基线(Baseline)，b称为该点线等距线对的标线(Target line)；这里的曲线b实际上就是内轮3的轮轴9的轨迹线。

事实上，当角速度相等或者保持同步转动的外轮2和凸轮4共轴时，如果内轮3的轮轴9的轨迹线b还可以与外轮2的外轮廓6之间构成广义点线等距线对的关系，凸轮机构依然可以补偿外轮2引起的颠簸。如果闭曲线a和b满足以下关系，则称为广义点线等距线对：闭曲线a与b同步转动，共用旋转轴O，点M与点O在平面内保持固定的相对位置，直线c方向保持不变且时刻保持与a连续相切，并且与OM呈固定角度，过M做一条垂线或者角度固定的斜线MH与c交于H，且点N为直线MH与曲线b的交点中远离(或者靠近)直线c的那一个，无论a和b处于何种转角，线段NH的长度保持恒定值，或者说N与c的距离保持恒定值(由于NH与c的角度保持恒定值，所以只要NH之间的距离保持恒定值，则N到c的距离就保持恒定值)。当点O和点M重合，且MH垂直于c时，广义点线等距线对就是点线等距线对。两条曲线的转速比为n时，称之为n阶广义点线等距线对。

当外轮2和凸轮4不共轴时，该方案的外轮2的外轮廓线和内轮3的轮轴9的轨迹线之间就不能用狭义或广义的“点线等距线对”来描述；这时可把这两条闭曲线定义为“点线等距旋线对”(Rotating curve couple of constant point-curve distant)。以同样的角速度同步旋转的凸闭曲线a和闭曲线b如果满足下列关系，则称为点线等距旋线对：a和b的转轴分别为O和P，且O和P的位置固定，直线c与a保持相切，且与OP保持某一固定角度，PH与c垂直相交与H，如果N为直线PH与b的交点中远离(或靠近)直线c的那一点，且无论a和b处于何种旋转角，线段NH的长度恒定。这里，a即是外轮2的外轮廓6，b即为内轮3的轮轴9的轨迹线，而直线NH则为凸轮机构的从动件单自由度运动的方向。其实从动件单自由度运动的方向NH既不需要经过P，也不需要垂直于c，这时我们就可以定义出“广义点线等距旋线对；当同步转动的凸闭曲线a和闭曲线b满足下面的要求，他们就是一组“广义点线等距旋线对”：同步转动的凸闭曲线a和闭曲线b的旋转轴分别是O和P，点M与OP的相对位置保持固定不变，过M作垂线或者角度固定的直线MH交c于H，且与b的较远(或较近)的交点为N，且无论a和b的转角为多大，线段NH的长度保持不变(由于NH)。我们称a为基线，b为标线。显然可以证明：(i)若一条凸闭曲线与另外两条凸闭曲线分别为点线等距旋线对，则三者互为点线等距旋线对(应用意义在于可以用两组滚子凸轮机构同时补偿同一个外轮2带来的颠簸影响)；(ii)当点线等距旋线对的相对位置发生平移变化，但两者的旋转角关系保持不变时，它们仍然是点线等距旋线对(这一条的应用意义是凸轮机构等位移补偿系统可以平移)；(iii)当点线等距旋线对的旋转轴重合，且角速度之比为1∶1时，两者就成为了点线等距线对。(iv)当点线等距旋线对的旋转中心的连线段MN发生旋转，且两者相对于MN的旋转角关系保持不变时，它们仍然是点线等距旋线对(这一点的应用意义是，轮轴系统整体发生旋转时，位移补偿系统仍然可以发挥作用，比如爬坡时。)。

只要给定一个外轮2，将其外轮廓6的曲线给出，即可运用本发明的方案，通过数学分析或者数值计算，得到凸轮4的理论轮廓线，然后用机械设计中的反转法，就可以根据选用的从动件来确定凸轮4的廓线。

图6是传力构件5与凸轮4之间有锁合约束构件21的一个实施例。为了保持传力构件5的承压端3与凸轮4的承压轮廓7之间时刻保持接触，并增强两者之间的约束力，我们可以在传力构件5和凸轮4之间通过锁合约束构件21来增加接触约束。图6所示的实施例中，锁合约束构件21是一个弹簧。这个约束构件21，有维持传力构件5和凸轮4保持接触的作用，比如在自行车中，如果人抬起车体1，则外轮2和凸轮4的重力会使得凸轮4与传力构件5之间出现分离的趋势，这时，锁合约束构件21就可以提供一个接触约束力，使得两者不发生分离。该实施例中，锁合约束构件21是一个弹簧，它所提供的弹性力就是一种接触约束。事实上，接触约束还可以多种多样，比如用电磁力，气压元件的气压力，等等。传力构件5和凸轮4之间尽管保持接触，但是两者的质心之间由于是会发生相对运动的，锁合约束构件21各自在两者上固定于一点，这两个点也通常会发生相对运动，于是接触约束通常会在此过程中做功，也就是消耗驱动该轮轴系统的能量，为了将这个能量消耗变得尽可能低，我们通常选用保守力来作为接触约束，这样的里可以实现动能和势能之间的转化。当传力构件5和凸轮4发生某一个方向的相对运动时，轮轴的驱动力对约束构件21做功，如果接触约束为保守力，则驱动力对约束构件21所作的功就会作为势能储存起来，当传力构件5和凸轮4发生相反的相对运动时，保守力所储存的势能就会转化为动能释放出来，这就是驱动轮轴系统运转的一种驱动能量，在约束力为理想保守力的时候，这个全过程中，约束构件不损耗能量。当然，这里的保守力，无论是电磁力、弹性力还是气压力，在实际发挥作用的过程中由于温度变化、材料疲劳或松弛、塑性变形、阻抗变化等因素，不会是理想的保守力，但是它至少总会储存部分能量，能起到降低能量损耗的作用；而且只要采取合适的防护措施就可以尽量降低这类能量损耗，比如(a)做好散热设计以减少温度变化，以图降低电磁元件的电阻变化，或使气压元件中的气体的行为更趋近于理想气体的等温过程；(b)增大弹簧的弹性丝线的横截面来降低应力变化幅度，以图减轻材料疲劳和塑性变形带来的能量损耗；等等。

图7是凸轮4直接与外轮2固接，并与外轮2共用轮轴10，且传力构件5为凸轮4的尖顶从动件的一个实施例。

图8是图7的所示的实施例的侧向剖面图。

图7和图8所示的实施例中，轮轴系统包括传力构件5、凸轮4和外轮，传力构件5的承压端3是一个尖顶结构。其余部分均与图4，图5，图6中所述一致。这个实施例要说明的是，本发明中所用的凸轮机构中，从动件5的形式，尤其是承重端3的形式多种多样，为了减小滑动摩擦对凸轮4和承重端3的磨损，承重端3也通常做成滚子形式，但并不意味着其它形式不可用，包括机械设计常识中的凸轮机构中的那些从动件形式，都可以在本发明中应用，如滚子从动件，尖顶从动件，平底从动件，还可以是一个有曲面的底部的从动件。图6～图8的凸轮机构的都采用力锁合约束，事实上形锁合约束也适用。

图9是凸轮4为凸轮4为直接构造在外轮2上的凹槽凸轮的一个实施例。图10为图9所述的实施例的侧向剖面图。该实施例中，凸轮4为凹槽凸轮，它直接构造在外轮2上，实际上也可以不直接构造在外轮2上，而是单独制造然后固接在外轮2上，或者固接在外轮2的轮轴10上，或者以齿轮传动等方式与外轮2相连接，且实现同步转动。该实施例中的凸轮机构中，传力构件5可以在竖直方向上与凸轮4进行相对运动。传力构件的承压端3为一个圆形滚子，我们称为内轮3。承压端3在凸轮4的凹槽16中运动，这是一种典型的形锁合约束，在这种锁合约束下，内轮3一方面压在凹槽凸轮4的承压轮廓7上，另一方面被凹槽16的限位轮廓401给限制住不发生脱离承压轮廓7的运动，于是401传力构件5与凸轮4始终不会脱离。这个实施例中所述的凹槽凸轮机构是形锁合凸轮机构中的一种，而其它形式的形锁合凸轮机构，也在本发明的保护中。

图11是承压轮廓7在凹槽凸轮4的凹槽16的靠近轮轴10的一侧的实施例。在图9的实施例中，凹槽凸轮4的承压轮廓在凹槽16远离轮轴10的一侧，也是靠近外部支撑面13的一侧，这种结构较稳定，因为内轮3位置较低，轮轮切点15的位置也低，所以系统的接触机制的势能较小。但是并非一定要将承压轮廓7选择在凹槽16远离轮轴10而靠近外部支撑面13的一侧，图11的实施例就给出了承压轮廓7在凹槽凸轮4的凹槽16的靠近轮轴10的一侧的实施例。

实际上，内轮3还可以是齿轮，与承压轮廓7之间可以进行齿轮传动。

图12是内轮3为齿轮的一个典型实施例的局部示意图。内轮3是齿轮，而与其配合的凹槽凸轮4的凹槽16的承压轮廓7也有轮齿，齿数根据机械原理常识来确定以保证啮合。这种啮合的方式，方便内轮3和外轮2之间的传动。其实，凹槽16的限位轮廓401上也可以有轮齿405。

事实上，内轮3和外轮2之间的传动，还可以通过摩擦来实现。由于内轮3与凸轮4的承压轮廓7相切，且相互挤压，内轮3和承压轮廓7之间传递的载荷构成正压力，所以进行摩擦传动时，内轮3的轮廓17和外轮2的内轮廓7构成静摩擦系统。这时，为了防止内轮滚动受到阻碍，防面内脱落构件4的面内限位轮廓401可以做成光滑的，甚至带辅助的滚珠或者滚轮的构造。

这些传动方案同样也适用于图4、图5、图6、图9、图10、图11所示的实施例。

本发明中的外轮2的外轮廓6形状可以是多种多样的曲线，尤其是凸曲线。

图13则是外轮2的外轮廓6为椭圆，且凸轮4为构造在外轮2上的凹槽凸轮的一个实施例。以上的实施例中，轮轴9可一端固接在内轮2上，而另一端插在一个位于传力构件5上的轴承中；其实我们也可以反过来布置。

前面所述的实施例中，凸轮4要么直接构造在外轮2上，要么是固接在外轮2上，实际上，本发明中的凸轮4也可以构造或固接在轮轴10上，甚至可以用齿轮传动、静摩擦传动等方法链接在轮轴10或外轮2上，以获得与外轮2同步转动的效果。所谓同步转动，就是指两个旋转体的旋转角之间有确定的函数关系，这样，当外轮2的旋转角已知时，就可以知道凸轮4的旋转角，两者此时的竖直推高就可以有确切的旋转角为依据来指导轮廓设计，只要使得“外轮竖直推高1011+外轮偏心推高4011+凸轮竖直推高3011＝恒定值”就可以使车体1在平坦的外部支撑面13上运动时，不会因为外轮2的几何形状而发生在竖直方向上的颠簸。

图14则是凸轮4直接构造在外轮2的轮轴10上的一个实施例。其中，轮轴10也是固接在外轮2上，且同时为外轮2和凸轮4的转轴，显然，凸轮4与外轮2同步转动，而且旋转速率相等，相等也是一个确切的函数关系。承压端3为一个平底结构，于是传力构件5为凸轮4的平底从动件。与图11一样，轮轴10也在传力构件5上的滑槽11中做垂直方向的相对滑动。此时，由于外轮偏心推高4011等于零，因此只要满足“外轮竖直推高1011++凸轮竖直推高3011＝恒定值”就可以。为了加强凸轮4和传力构件5之间的锁合约束，我们可以增加力锁合约束，比如弹簧、气压元件、电磁元件等，通过弹力、气压力、电磁力等来确保两者始终贴合。另外，也可以增加形锁合约束，比如，将凸轮7做成凹槽凸轮，使得承压端3在其凹槽中被约束住，等等。增强锁合约束的细节可以参考图6～图12的说明文字所述。事实上，我们也可以改变承压端3的构造，将传力构件5变成滚子从动件、尖顶从动件、曲面从动件等。

图15则是凸轮4直接构造在外轮2的轮轴10上，且传力构件5的承压端3是滚子的实施例。这个滚子状承压端3也称为内轮3，它的轮轴9插在传力构件5上的轴承中。本实施例中，两个外轮2共用一个同时固接在两者之上的轮轴10，而凸轮4直接构造在轮轴10上，显然，凸轮4与两个外轮2同时达到同步转动。而内轮3同时连在两个传力构件5上，把车体1的荷载传递到凸轮4上。本实施例中，两个外轮2的外6轮廓完全一样，且在外轮平面上的投影完全重合，用通俗的话来说，就是两个外轮2的位置对准了。这是两个外轮2的旋转角和竖直推高1011都一致，于是凸轮4上支撑轮轴10的轴承，以及两个外轮2的轴承，始终保持在竖直方向上等高，选择外轮2的轴承为参考点，凸轮4的轴承为代表点，于是外轮偏心推高4011等于零，因此只要满足“外轮竖直推高1011+凸轮竖直推高3011＝恒定值”就可以。当两个外轮2的外轮廓6不一致，或者虽然两个外轮2的外轮廓6一致但没对准的时候，就会出现外轮偏心推高4011不等于零的情况，此时，如果需要保持车体1不颠簸，就必须使得两个外轮2与凸轮4之间都满足“外轮竖直推高1011+外轮偏心推高4011+凸轮竖直推高3011＝恒定值”的要求。当车辆转弯时，由于左右两个车轮进行差速的要求，两个外轮2的旋转角的变化速率会不同，这样就可能破坏两个外轮2的旋转角原先设定的匹配。因此，该方案通常用于在直线上运动的运载工具。对于通常的应用背景，考虑到转弯的需要，每个外轮2都配一个单独的凸轮4和一个单独的内轮3，且两个外轮2的轮轴10不互相固接，这样就可以保证在各个外轮2旋转速度不同、形状不同的情况下，各自与各自的凸轮4和承压端3相配合，消除外轮2的几何形状带来的颠簸因素。

以上的实施例，都是用一个竖向滑槽11的侧壁来保持轮轴10与传力构件5之间在前进方向上的相对位置不变的，也就是说保持两者在前进方向上的速度一致。实际上，在一些应用中，并不一定需要保持两者在前进方向上速度一致，因此也可以是由一个倾斜的，甚至弯曲的滑槽11来限制住轮轴10。

图16是传力构件5上的滑槽11为倾斜的槽的一个实施例。

图17是传力构件上的滑槽11为曲线滑槽的一个实施例。

为了在控制车体1在竖直方向上颠簸的同时，也控制车体1在前进方向上的速度变化规律，我们可以在竖直方向上和水平方向上各设置一个凸轮机构，分别控制这两个方向上车体1相对于外轮2的相对运动，于是，只要我们控制好了外轮2的运动，我们就可以控制车体1在这两个方向上的运动了。

以上的实施例中，传力构件5与连接件8连接的那一端均为刚性杆件。事实上，我们也可以将传力构件5与连接件连接的那一端做成滑动支座。

图18是传力构件5与连接件8相连的一端为水平滑移支座22的一个实施例。该实施例中，车体1和传力构件5之间仍然由连接件8进行固接，与前述有区别的是，传力构件的最上端是一个可以滑动的结构，也就是水平滑移支座22，它的出现，使得传力构件5和车体1之间，可以在前进方向上发生相对滑移，这样就可以将这两者相对位置由完全固定，变成单向可动，而且两者滑移的规律可以由其它构件来控制，这一点下文会提到。此时，我们确定凸轮竖直推高时的代表点可以选用水平滑移支座22顶端的点，因为该处的点通过连接件8与车体1相固接，可以代表车体1的平动规律。这里的锁合约束21为弹簧，事实上，也可以用形约束或其它的力锁合约束方式来保持内轮3与凸轮之间保持接触。值得指出的是，由于水平滑移支座22也是传力构件5的一部分，而传力构件5又是凸轮4的从动件，因此，可以选择水平滑移支座22的顶端的一点作为定位控制点。

为了在控制车体1在竖直方向上颠簸的同时，也控制车体1在前进方向上的速度变化规律，我们可以在竖直方向上和水平方向上各设置一个凸轮机构，分别控制这两个方向上车体1相对于外轮2的相对运动，于是，只要我们控制好了外轮2的运动，我们就可以控制车体1在这两个方向上的运动了。

图19是给外轮2设置水平补偿凸轮机构的一个实施例。凸轮204是一个水平补偿凸轮204，凸轮204直接构造在外轮2的轮轴10上。外轮2的轮轴10在水平从动件205的一个水平滑槽211内滑动，两者之间可以发生在前进方向上的相对位移，事实上，水平滑槽211也可以由单向导轨，直线轴承等可以限制住竖直方向的相对位移但不限制前进方向上的相对位移的约束构件来代替。水平从动件205的承压端203是一个轮子，我们称水平内轮203，水平内轮203与水平补偿凸轮204的轮廓207相接触与水平轮轮切点215；水平内轮203与水平补偿凸轮204之有锁合约束221，该实施例中的锁合约束221是一个弹簧221，并且连接外轮2的轮轴10和水平内轮203的轮轴209，实际上，该锁合约束221所连接的位置并不限于这两点，只要可帮助水平从动件205和水平补偿凸轮204之间保持接触就可以选用。水平从动件25的一端有一个竖直滑动支座222直接通过水平连接件208与车体1固接，于是，水平从动件205与车体1之间的前进速度一致，但竖直方向上可发生相对运动，这样就可将两者之间在竖直方向的相对运动交由其它构件来控制。由于凸轮204与外轮2同步转动，当我们选择轮轴10为参考点时，如果我们需要补偿掉由于外轮2的形状给车体1在前进方向上带来的运动不平稳，可按照所需要的凸轮水平推长3021相对于外轮2的旋转角的变化规律，通过机械设计常识中的“反转法”来设计凸轮204的轮廓线。由于竖直滑移支座222也是水平从动件205的一部分，此时，我们确定凸轮水平时的定位控制点可以选用竖直滑移支座222与水平连接件208直接相连的一点，因为该处的点通过水平连接件208与车体1相固接，可以代表车体1的平动规律。同样的方案也适用于其它类型的水平位移补偿系统。

图20是对于由外轮2形状产生的竖直方向上的颠簸和前进方向上的速度变化均设置补偿凸轮机构的一个实施例。凸轮4与传力构件5构成竖直补偿凸轮机构，水平补偿凸轮204和水平从动件205构成水平补偿凸轮机构。所有带标号的构件之间的配合，均与图18和图19相同。凸轮4和水平补偿凸轮204均直接构造在外轮2的轮轴10上，因此他们都与外轮同步转动，并且分别有锁合构件21和221来保持与各自的从动件的锁合。通过跟图4～图5所示的实施例一样的原理，本实施例的竖直补偿凸轮机构可以控制车体1在竖直方向上不颠簸，又由于水平滑动支座22的存在，竖直补偿凸轮机构并不干扰车体1在前进方向上的位置；而水平补偿凸轮机构可以控制车体1在水平方向上的位置，并且由于竖直滑移支座222的存在，水平补偿凸轮机构并不干扰车体1在竖直方向上的位置。可见，本实施例中的竖直补偿凸轮机构和水平补偿凸轮机构分别控制车体在两个方向上的运动，且互不干扰。

以上实施例中，每个凸轮机构都是在某一直线方向上控制外轮2与车体1之间的相对位置，实际上，通过恰当的机构设计，单个凸轮机构也可以在竖直方向和前进方向上同时实现控制。

图21就是单个凸轮机构同时在竖直方向上和前进方向上控制外轮2与车体1之间的相对位置的实施例。该实施例中，凸轮4是一个凹槽凸轮，且直接构造在外轮2上。传力构件5为凸轮4的滚子从动件，凸轮4的凹槽16的宽度恰好可以容纳滚子，也就是内轮4，这样就实现了形锁合。当外轮2处于某旋转角时，凸轮4的滚子从动件，也就是带有内轮3的传力构件5，在竖直向下的重力的作用下，根据最小势能原理，自动找到在该旋转角处，所能够到达的最低处。我们只要将最低处的高度保持与初始位置一致，并且将最低位置摆放在前进方向上我们指定的位置即可。比如图21中，定位控制点3400可以选在传力构件5的最顶端，我们在每个旋转角处，使得承压轮廓7的最低处都恰好处于轮地切点14沿着竖直方向的正上方，且使得最低处的高度，满足“定位控制点3400离外部支撑面13的距离＝外轮竖直推高1011+外轮偏心推高4011+凸轮竖直推高3011＝恒定值”。这个方案的优点是，可以只用一个凸轮4来同时控制车体1与外轮2在竖直方向和前进方向上的相对位置。但也有缺点，那就是当外轮2在倾斜的外部支撑面13上滚动时，重力的方向与在水平的外部支撑面13上滚动时有所不同，因此内轮3由于最低势能原理而趋向的位置就会与原先设计的不一样，这样就会造成颠簸；即时设计者按照某个倾斜角时，重力、外轮2与外部支撑面13的相对位置来设计承压轮廓7，当这个倾斜角变化时，原先的设计又会无法使得车体1完全不颠簸。当然，在倾斜角固定的外部支撑面13上，还是可以根据该倾斜角，进行设计，使得车体1不颠簸的；此处，倾斜角也可以为零。

由于图21的实施例中，外轮2与传力构件5以及车体1之间只在承压端3处有约束，两者之间很容易产生垂直于外轮平面的侧翻，也就是说，外轮2侧翻或攒力构件5侧翻而引起两者分离。为了增强对外轮2的约束，防止其侧翻，可以通过增加侧向约束的方式来改进设计。比如，可以直接在传力构件5的外侧加一个盖板，盖板与外轮2从两边夹住传力构件5，这样就可以防止其侧翻。

可以用连接机构将其与载具主体1、承压端3以及传力构件5等连接起来，使得外轮2与传力构件5和车体1之间，多一个约束位置，这个约束位置与承压端3可以一起提供一个力臂较大的力偶矩，该力偶矩的矩矢在外轮平面内，可以防止侧向力矩，帮助外轮2抵抗侧翻的倾向。

这个连接机构可以做成一个连杆机构。这里，其实可以选择两种方案：

一种是设置一带滑槽的连杆503，一端有一个轴，以铰接的方式连接在传力构件5或车体1上，这一端可以绕铰接点转动；本实施例中，该铰接点就在内轮3的轮轴处，但实际上，还可以选择传力构件5和车体1上的其它位置。连杆503的另一端有滑槽504，外轮2的轮轴10插在连杆503上的滑槽504内，可以在滑槽504内滑动。图22是外轮2和内轮3的轮轴以带滑槽的连杆连接起来的一个实施例。这里面的滑槽504也可以用直线轴承和在直线轴承中运动的直杆来代替。

第二种是一种是设置一个铰接而成的多连杆机构，一端铰接在外轮2上，另一端铰接在传力构件5或车体1上。

图23是外轮2和内轮3的轮轴以多个连杆的组合而成的连杆机构来连接的一个实施例。如图19所示：连杆505上有两个轴承，分别与外轮2的轮轴10和另一个附加的轴杆506以铰接的方式连接；同样的，连杆504上也有两个轴承，分别于内轮的轮轴9和另一个附加的轴杆506以铰接的方式连接，这两个连杆将内轮3和外轮2联系了起来，当然，实际上也是将外轮2与传力构件5联系了起来。铰接点所连的位置多种多样，但一头铰要接在外轮2上，包括其轮轴10，另一头要铰接在车体1或传力构件5上，包括承压端3。

以上的实施例，均为凸轮4固接在外轮2上，事实上，凸轮4也可以通过传动的方法达到与外轮2进行同步转动的状态。

图24为外轮2与凸轮4之间以皮带传动的方式进行同步转动的一个实施例的原理图。该实施例中，外轮2的轮轴10与凸轮4的轮轴3100以皮带410进行皮带传动，且相对位置固定不变，轮轴10的转动角速度为轮轴3100的3倍。由于外轮2的外轮廓6为三重旋转对称图形，它每转动120度，它的轮轴10与地面之间就会重复上一个120度的相对运动，而此时凸轮4也正好旋转一圈，也在重复上一圈的运动，因此凸轮竖直推高3011关于外轮2的旋转角的函数，是一个以120度为周期的周期函数。此时，也只要“外轮竖直推高1011+外轮偏心推高4011+凸轮竖直推高3011＝恒定值”就可以保持定位控制点3400不受到颠簸了。事实上，外轮2与凸轮4之间的传动方式不仅可以采取图中的皮带传动，还可以采用齿轮传动、摩擦传动、履带传动、链条传动等，甚至可以由电机来进行同步控制；而图19和图20中的水平补偿凸轮204和外轮2之间也可以采用这一系列的传动方式来达到同步转动的状态。

以上的实施例，均用凸轮机构来补偿由于外轮2的形状带来的颠簸。基于机械原理的行业常识，当凸轮4和从动件3500在接触面的轮廓均为圆弧时，可以构造与凸轮机构等效的连杆机构。其方法是：以凸轮4的接触面的圆心420为一个铰接点，分别以凸轮4的轮轴10、从动件接触面的圆心为另一个铰接点，分别构造两个等效连杆，连接从动件3500和凸轮4的轮轴10。

图25是从动件3500为滚子从动件，且凸轮4和从动件3500在接触面处的轮廓均为圆弧的一个示意图。图25中的凸轮4直接构造在外轮2的轮轴10上，从动件3500是一个滚子从动件，受与轮轴10具有同样前进速度的侧向约束3800的限制，只能相对于凸轮4的轮轴10做竖直方向的运动，其承压端3为一个圆形的内轮3，轮轴9连接在从动件3500的主体上。该凸轮4的承压轮廓7也是圆形，圆心为点420。约束住从动件3500的侧向约束3800，可以是如18所示的滑槽11与轮轴10之间的约束等形式的约束，由于图25只是示意图，就简化画出。在本实施例中，外轮2的轮轴10是与外轮2固接的，这样就保证了轮轴10与外轮2保持着同样的转角。

图26是图25中的凸轮机构的等效连杆机构的原理示意图。图26中连杆440以铰接的方式连接轮轴9和凸轮4的圆心420的位置，连杆430以铰接的方式连接凸轮4的轮轴10和凸轮4的圆心420的位置。连杆430以铰接的方式连接凸轮4的圆心420的位置，以固接的方式连接外轮2的轮轴10。在这个实施例中，连杆430与外轮2的轮轴10固接，于是可以保证连杆机构与外轮2同步转动。

图27是从动件3500为曲面从动件，且凸轮4和从动件3500在接触面处的轮廓均为圆弧的一个示意图。凸轮4直接构造在外轮2的轮轴10上，值得注意的是，当从动件3500为曲面从动件，且工作面的轮廓为圆弧时，也可以将圆弧的圆心3900用连杆以铰接的方式和凸轮4的接触面的圆心420链接起来；当从动件3500为尖顶从动件时，可以把它的尖顶的尖端处看成径为零的圆弧，可直接用连杆把尖顶的尖端处和凸轮4的圆心420连接起来，连杆440的长度就是凸轮4的半径，而连杆430与图26中相同。图26也可以作为图27的等效连杆机构的原理示意图。

图28是从动件3500为平底从动件的一个示意图，图29是图28中的凸轮机构的等效连杆机构的原理示意图。图28中的凸轮4直接构造在外轮2的轮轴10上，当从动件3500为平底从动件时，可以把平底看成半径为无穷大的圆弧面，这时，可以把这个平底替换成一个平行于该底面滑动的滑块3200。且该滑块与从动件3500在竖直方向上锁合，也就是速度一致，构造等效连杆机构时可以将该滑块3200与凸轮4的圆心420用连杆440连接起来，连杆440的长度是凸轮4的半径，而连杆430与图26中相同。

事实上，连杆机构作为补偿机构的方案中，连杆机构并不一定需要是既有的凸轮机构的等效连杆机构。与凸轮的竖直推高、水平推长等类似，我们还可以定义出“连杆竖直推高”，“连杆水平推长”。

连杆竖直推高：在连杆机构上选择一参考点，当连杆机构与其从动件保持接触并与外轮2进行同步转动时，当外轮2处于某旋转角的位置时，连杆机构的从动件3500(图26所示)上定位控制点相对于连杆机构上的参考点的高度。从数学的角度来定义，该高度，是在以连杆机构上的参考点为原点并指向竖直方向的坐标轴上，定位控制点的垂直投影的坐标。这是一个代数值，可以是正数，也可以是负数或零。当连杆机构与外轮2的轮轴10固接时，一般最容易确定的位置就是外轮的轮轴10，我们通常选用轮轴10的横截面形心作为该参考点。在实施例中，作图一般都直接把外轮2的轮轴10作为参考点来绘制。

连杆水平推长：在连杆机构上选择一参考点，当连杆机构与其从动件保持接触进行转动时，当外轮2处于某旋转角的位置时，在前进方向上，从动件的定位控制点比连杆机构上的参考点超前的长度。该长度为代数值，可为正数、零或负数，用数学的语言来定义，该长度，是在连杆机构上的参考点为原点并指向前进方向的坐标轴上，从动件上的定位控制点的垂直投影点的坐标。当连杆机构与外轮2的轮轴10固接时，一般最容易确定的位置就是外轮的轮轴10，我们通常选用轮轴10的横截面形心作为该参考点。

只需要连杆机构的竖直推高、外轮偏心推高及外轮竖直推高之和等于恒定值就可以了。实际上，这种方案中连杆机构的运动输出端相对于外轮2的轨迹线b，与外轮2的外轮廓线a构成了点线等距线对，a为基线，b为标线，可以根据连杆机构和凸轮机构的机械原理来进行设计。也就是说，把外轮2看成反凸轮，它和一个连杆机构(包括连杆滑块机构等)同步转动，且输出端高度保持不变，这根据机械原理常识可以做出。当位移补偿机构时凸轮机构时也是如此，把外轮2看成反凸轮，它和一个凸轮机构同步转动，且运动输出端的高度保持不变，根据机械原理常识也可以方便的设计出来。

以上的实施例中，外轮2与车体1之间不能发生绕竖直方向的扭转，事实上，两者之间也可以发生绕竖直方向的扭转，以方便拐弯。

图30是传力构件5与连接件8直接相连的部分是一个转向机构508的示意图。这个转向机构508允许传力构件5绕着竖直方向转动，这样就能带动外轮2与车体1发生绕竖直方向的相对转动，这样就可以便于拐弯。转向装置可以是轴承，也可以是摇杆机构，等等。

为了防止地面崎岖所带来的震动，在车体1和外轮2之间还可以设置隔震装置509。所谓在车体1和外轮2之间，就是说在荷载从车体1传递到外轮2的整个传力线路上。图31是在车体1和外轮2之间有隔震装置509的一个实施例。该实施例中的隔震装置509为弹簧隔震装置，通过弹簧的缓冲作用来起到隔震作用。此外，还可以使用其它形式的隔震装置，比如阻尼器，包括磁流变液阻尼器、电流变液阻尼器、普通流变体/液体阻尼器、活塞气压阻尼器等；还可以是吸能材料，比如橡胶、超塑性材料、海绵、记忆棉等。该实施例中的隔震装置509置于连接件8与传力构件5之间，实际上，在荷载从车体1传递到外轮2的整个传力线路上，都可以设置隔震装置509，如车体1与连接器8之间，内轮3的轴承与传力构件5的主体之间，等等。

以上的实施例中，凸轮机构中的凸轮4均为转动径向长度不均匀的盘状结构，事实上，也可以采取柱状凸轮、空间凸轮等形式。此外，反凸轮机构也包含在本发明的保护范围内。

图32是运用反凸轮机构来作为竖直补偿凸轮机构的一种实施例。本实施例与图31所示实施例基本一致，有所不同的是，本实施例中的传力构件5所带的内轮3是一个径向长度不均匀的圆盘状结构，它取代了图31中的圆形滚子，但我们想要控制的竖直方向的运动仍然由传力构件5，因此传力构件5仍然是竖直补偿凸轮系统的从动件；并且图31中凸轮4所在的位置，由一个圆形轮子来取代，但它仍然是与从动件，也就是传力构件5，在几何形状上进行配合进而产生输出运动的趋势的构件，有所不同的是，输出运动的是形状为凸轮的内轮3，所以这是一个反凸轮机构，本文中，为了标识一致，我们把此处的圆盘4的序号也保持与前面实施例的凸轮4一致。于是，按照“凸轮竖直推高3011”、“凸轮水平推长3021”、“外轮偏心推高4011”、“外轮偏心推长”的定义来计算这些物理量时，定义中所用的“凸轮”仍然是图32中标出的圆盘4，尽管它是一个圆形的轮子，而所用的“传力构件”仍然是图32中所标出的传力构件5，由此保持数值正负号的一致性。图33是两个竖直位移补偿系统同时补偿外轮2的代表点的竖直偏移的一个实施例。该实施例中，外轮2没有设置轮轴，其代表点就是外轮2的形心。传力构件5上有两个滚子，分别是内轮3和副内轮301，分别耦合在两个直接构造在外轮2的两个凹槽凸轮的凹槽16和凹槽316中；于是，传力构件5与内轮3和凹槽16组成了一个竖直位移补偿系统，同时，传力构件5与副内轮301和凹槽316组成了另一个竖直位移补偿系统。这两个凹槽凸轮均满足“凸轮竖直推高+外轮偏心推高+外轮竖直推高＝恒定值”的条件，因此两个滚子相对于地面的高度保持不变，于是两个滚子之间的距离也保持不变。这样，两个滚子之间就可以进行形锁合。这个方案的好处是，可以直接进行形锁合，不需要设置滑槽等额外的部件，来释放外轮和传力构件之间的位移差值。

该方案中的凸轮，不仅限于凹槽凸轮，还可以是普通的盘状凸轮等。

图34是凸轮4为等径凸轮的一个实施例。其中传力构件5上有两个滚子，分别是内轮3和副内轮301，都耦合在同一个直接构造在外轮2的凹槽凸轮4的凹槽16中。该凹槽凸轮4是等径凸轮，只要它对于其中一个滚子满足“凸轮竖直推高+外轮偏心推高+外轮竖直推高＝恒定值”的条件，对另一个滚子也会满足该条件，并且两个滚子之间的距离保持不变。这个方案的好处是，可以直接进行形锁合，不需要设置滑槽等额外的部件，来释放外轮和传力构件之间的位移差值。

该方案中的等径凸轮，不仅限于凹槽凸轮，还可以是普通的盘状凸轮等。

图35是制动系统为机械咬合系统的一个实施例。该制动系统是由一个减速盘700和制动件703。本实施例中的减速盘700为一个刹车齿盘，设置在外轮2上，带有刹车齿701；制动件703用一个铰接点704连接在固接于车体1的传力构件5上(也可以直接固定于车体1，或者固定于其它固接在车体1的物体上)，并带有夹持端702，本实施例中的夹持端702为一个插销；当制动件703绕着铰接点704转动时，其插销状夹持端702与减速盘700上的刹车齿701咬合，使得外轮2停止转动。由于外轮2的形状不规则，需要有合适的方法来构造出所有刹车齿701的外缘所组成的轮廓线705，才能确定夹持端702的工作区间，即减速盘700的制动区。事实上，制动件703也可以直接连接于车体(1)上。本实施例中，减速盘700的制动区707就是刹车齿701所覆盖范围，制动区707的外轮廓线705即刹车齿701的外缘所组成的轮廓线705，而制动区707的内缘706就是刹车齿701的齿根所在的轮廓线706。本发明中，我们要求在外轮2的任意一个旋转角时，制动区707的外缘705的最低点或者最高点离外部支撑面13的距离保持恒定，该点在减速盘700上离夹持端702较近的一侧，且总与夹持端702处于同一条竖直线上。这样，实际上就可以保持夹持端702可以总是在竖直方向上以同样的位移切入到制动区，在本实施例中也就是刹车齿701所在的区域，与刹车齿701咬合，对外轮2进行制动，也就是刹车。总之，当外轮2处于任意旋转角时，制动区707都要与工作姿态时的夹持端(702)的运动轨迹有重合。图36是制动系统为机械摩擦系统的一个实施例。该制动系统是由一个减速盘700和制动件703。本实施例中的减速盘700为一个刹车齿盘，设置在外轮2上，带有刹车齿701；制动件703用一个铰接点704连接在传力构件5上，并带有夹持端702，本实施例中的夹持端702为一个摩擦件；当夹持端702贴紧减速盘700时，两者之间的摩擦力使得外轮2停止转动。减速盘700上可以与夹持端702产生摩擦作用使得外轮2被制动的区域就是制动区707，制动区707通常要做表面处理，以增大摩擦，并提高对摩擦的耐受性。当外轮2旋转的任意角度，夹持端702的运动轨迹所覆盖的区域，都与制动区707有重叠，这样才能保证两者之间可以联合作用，进行刹车。

同样的，夹持端702还可以用电磁力来与工作区707进行交互作用，产生阻力，对外轮制动，此时，两者可以是磁性部件(包括磁铁和电磁铁)与线圈的组合。夹持端702还可以用粘滞力来与工作区707进行交互作用，比如夹持端702是一个活塞，工作区707是一个充满了粘性流体的管道，等等。

本发明中所称的承载工具是用来承重的带轮子工具，包括日常交通工具(汽车，自行车，摩托车，电动车，平衡车，飞机等)，运输和搬运工具(包括手推车，独轮车，行李箱，购物车，以及其它搬运工具)，带有轮子的承重工具(如有轮的座椅，沙发，工业用的传送工具)，承重童车，运动工具(如滑板车，旱冰鞋等)，以及以上所有工具的模型，和以它们为原型的玩具，等。

本说明书参考附图来公开本发明，并且还使本领域技术人员能够实施本发明，包括制造和使用任何装置或系统、选用合适的材料以及使用任何结合的方法。本发明的范围由请求保护的技术方案限定，并且包含本领域技术人员想到的其他示例。只要此类其他示例包括并非不同于请求保护的技术方案字面语言的结构元件，或此类其他示例包含与请求保护的技术方案的字面语言没有实质性区别的等价结构元件，则此类其他示例应当视为处于由本发明的权利要求书请求保护的技术方案所确定的保护范围内。

Claims (11)

1.一种用于支承车体(1)的轮轴系统，其特征在于，所述轮轴系统包括：

外轮(2)，其具有外轮廓(6)，并且所述外轮廓(6)具有变化的曲率；

位移补偿系统，其构造为联接在所述车体(1)和所述外轮(2)之间；并且

其中，

所述外轮(2)在滚动中与初始位置不同的每一个旋转角处，相对于初始位置，所述外轮偏心推高(4011)与竖直补偿推高之和的变化幅度，小于外轮偏心推高(4011)的变化幅度；

并且其中，

所述外轮偏心推高(4011)是外轮(2)上的代表点相对于外部支撑面(13)的高度；

所述竖直补偿推高是车体(1)由位移补偿系统支撑而相对于外轮(2)上的代表点的高度；

并且其中，

当所述外轮(2)上设置有轮轴(10)时，所述代表点为轮轴(10)；

当所述外轮(2)上未设置有轮轴(10)时，所述代表点为所述外轮(2)的形心。

2.根据权利要求1所述的轮轴系统，其特征在于，所述位移补偿系统包括：

凸轮(4)，其构造为与所述外轮(2)同步转动；

一个或多个传力构件(5)，它们构造为联接在所述凸轮(4)与所述车体(1)之间；并且其中，

所述一个或多个传力构件(5)、所述外轮(2)和所述凸轮(4)构造为使得凸轮竖直推高(3011)、外轮偏心推高(4011)以及外轮竖直推高(1011)之和为恒定值。

3.根据权利要求2所述的轮轴系统，其特征在于，所述一个或多个传力构件(5)上设置有一个或多个滚子或内轮(3)，所述内轮(3)构造为倚靠在所述凸轮(4)的承压轮廓(7)上、或所述外轮(2)的内轮廓上、或在所述凸轮(4)内的凹槽(316)中来进行滚动或滑动。

4.根据权利要求3所述的轮轴系统，其特征在于，当所述外轮(2)上设置有轮轴(10)时，所述一个或多个传力构件(5)上设置有用于容纳所述轮轴(10)的滑动构件(11)。

5.根据权利要求1中所述的轮轴系统，其特征在于，还包含水平位移补偿系统，所述水平位移补偿系统构造为使得车体(1)在水平方向上相对于外轮(2)的代表点的水平补偿推长，与外轮(2)的代表点在水平方向上相对于轮地切点(14)的外轮水平推长(1021)之和为恒定值。

6.根据权利要求1所述的轮轴系统，其特征在于，所述位移补偿系统包括：

一个或多个传力构件(5)，它们的一端联接到所述车体(1)上；或一个或多个滚子连接到同一个传力构件(5)；

连杆机构，其联接在所述外轮(2)和所述一个或多个传力构件(5)之间；并且

其中，所述外轮(2)和所述位移补偿系统构造为使得连杆竖直推高、连杆偏心推高(4011)以及外轮竖直推高(1011)之和为恒定值。

7.根据权利要求6所述的轮轴系统，其特征在于，所述连杆机构通过滑块(3200)来附接到所述一个或多个传力构件(5)上。

8.根据权利要求1-7中任一项所述的轮轴系统，其特征在于，在所述外轮(2)的所述外轮廓(6)上设置有一个或多个可替换的加强部。

9.根据权利要求1-7中任一项所述的轮轴系统，其特征在于，所述轮轴系统包括补偿代表点在同一方向的位移偏移的多个位移补偿系统。

10.一种承载工具，其特征在于，所述承载工具包含根据权利要求1-9中任一项所述的轮轴系统。

11.一种用于权利要求1-9中任意一项中所述的轮轴系统的刹车装置，其特征在于：包括制动件(703)和减速盘(700)，其中所述制动件(703)固定在固接在所述车体(1)的物体上或直固定在车体(1)上，所述减速盘(700)设置在所述外轮(2)上，两者之间通过所述制动件(703)上的夹持端(702)跟所述减速盘(700)上的制动区(707)之间的机械咬合力或者摩擦力或者粘滞力或者电磁力来限制所述外轮(2)的转动；在所述外轮(2)旋转的任意旋转角处，所述制动区(707)都与所述夹持端(702)在工作姿态中在外轮(2)上扫过的轨迹有重叠区。

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